实测道路载荷谱在新开发车型车身疲劳分析中的应用

宋自力，徐余平

（安徽江淮汽车股份集团有限公司 技术中心，合肥 230601）

汽车各系统耐久性是客户最为关心的性能之一，直接影响并决定着客户对产品的评价和销售，其中车身疲劳耐久性能的好坏对整车品质具有重要影响。更多地发现开发过程中车身结构隐患和失效模式并改进消除，是耐久开发的核心和关键工作，手段包括虚拟分析试验、台架试验和道路耐久试验[1]。随着市场竞争的加剧，新车研发要求减少成本压缩周期，越来越多的车企开始投入更多精力研究和采取虚拟分析试验，通过对设计方案耐久性的前期评估和改进提升，减少了后期实物验证轮次和结构返修率。道路试验能够真实模拟客户使用环境，准确发现产品隐患，是车辆上市前的最后有效检验。整车不同系统的耐久性需要不同类型道路试验考核，车身一般进行强化路试验考核，其路况恶劣强化系数达到10，是车身耐久的开发目标[2]。

准确可靠的道路载荷数据是早期进行虚拟耐久试验的基础，而这时并没有全新试制样车用于载荷测量。使用骡车进行载荷采集耗时费力，并且因为状态差距问题，载荷可能无法反映设计车的实际情况。结合虚拟路面和轮胎模型进行虚拟载荷分析需要车企前期进行较大投入和技术积累，不是每个企业都具有这样的能力。基于平台化底盘系统设计出满足不同客户需求的新产品，是目前车企产品开发的主流方式，根据这一特点，可以利用现有车型的道路载荷谱为新研发车虚拟耐久试验提供输入[3]。本文以某前麦弗逊-后扭力梁汽车为例，介绍了如何将现有车型的试验场道路载荷应用于新车车身载荷预测，以及如何分析评估车身结构耐久性。

1 应用方法

多数情况下，开发的新车型和现有车型具有很大相似性，一般基于相同底盘系统平台以及相同耐久目标，鉴于这一特点可以不重新采集道路载荷，利用现车已有的载荷数据快速进行耐久分析。本文研究的新车是在现有车型上改动车身结构而成，加长轴距、增大空间使车重增加，整个悬架和底盘系统不变。对于现车的轮心道路载荷（纵向力Fx，侧向力Fy，垂向力Fz， 翻转力矩Mx，滚动力矩My，回正力矩Mz）， 一种方法是根据新老车型轴荷比α，放大轮心载荷（αFx，αFy，αFz，αMx，αMz）加载到新车多体模型（图1），仿真得到车身载荷。第二种方法是垂向激励改用轮胎接地位移Dp替代，采用混合方式（αFx，αFy，αFz，αMx，αMz）驱动模型（图2）。Dp不是由测量得到，而是由现车反求获得，它实质上反映了路面的几何垂向不平度特征，属于不依赖于车型的不变量，图3 是该方法的具体应用过程。新车多体模型在现车基础上调整参数得到，由于轴距的加长，新车型后轴输入的载荷谱相位应该后移，延迟时间为轴距变化与车速的比值。无制动时My来自于动力总成输出，不必加载多体模型，因为悬架不受驱动力矩作用，但对于含有制动操作的工况，My应该作为制动力矩激励加载。车身疲劳损伤主要以垂向力贡献为主，方法1 认为动载荷幅值与车重是线性关系，是简化的处理方式，不够精确。此外，直接使用力、力矩驱动模型会不稳定，所以车身必须约束，这样无法考虑车身运动姿态对载荷的影响，因此精度受限很大。轮胎接地位移Dp是新老车型共同的不变属性，垂直方向使用Dp能准确再现新车受力状态，同时释放车身约束，相对前者方法2 精度明显更高，这对于精确分析车身寿命极为重要[4]。

图1 道路载荷直接加载

图2 混合方式加载

图3 使用现车道路载荷进行新车车身载荷分析的方法

2 模型加载方式

通过现车多体模型和道路载荷数据可迭代出轮胎接地位移Zp，也可以是轮心位移Zspindle，这两种形式的迭代方法和过程不再赘述[5-6]。Zp和Zspindle的关系为：Zp=Zspindle+δtire，可知Zspindle不仅与路面不平有关还与轮胎变形情况有关，Zp是不依赖车型的不变量。新车如果涉及轮胎改动，Zspindle将随之改变，不适合驱动模型预测车身载荷，而应该使用Zp。

多体模型中，轮胎特性不需要极其复杂的参数模型去模拟（例如F-tire、MF-Swift），只需包含垂向非线性刚度K和阻尼C参数（图4），在Adams中可以用Bush 或Sfroce 模拟轮胎与地面间的接触，接触力=轮胎变形×K+阻尼力+轮胎预载。当轮胎脱离地面，接触力为0，可以通过IF 函数反映轮胎与地面的接触情况[7]。图5a 是轮心道路载荷的采集设备WFT 总成，包括轮胎、轮辋适配器、测力单元WFT、轮毂适配器4 部分。轮毂适配器通过螺栓与车轴固定连接，测力单元WFT 位于轮毂和轮辋适配器之间。图5b 是WFT 安装的截面示意图，为方便说明将装置分为WFT_inner（轮毂+WFT）和WFT_outer（轮辋+轮胎）两部分，可知WFT的测量载荷不包含WFT_outer 惯性力部分。模型中垂向位移Dp加载在WFT_outer 接地位置，距离轮心等于滚动半径，但αFx，αFy，αMx，αMz不能直接加载到WFT_outer 轮心位置，需要修正得到αFxM，αFyM，αMxM，αMzM，使其增加包含WFT_outer 的动态惯性力[8]。或者WFT_outer 的质量和惯量调整至很小，使其惯性力很微弱。由于新车和现车的轮胎一致，模型中WFT_outer 的质量和惯量数值均设为0.01，αFx，αFy，αMx，αMz直接加载轮心。

图4 轮胎与地面接触示意图

图5 轮心道路载荷WFT 测量设备

3 新车车身载荷预测比较

对上文两种方法预测的新车车身载荷进行比较，提取载荷的位置包括前副车架安装点、摆臂安装点、前稳定杆安装点、后减振器和弹簧安装点。对于时域载荷比较，通常使用伪损伤作为比较参量。伪损伤是在给定S-N曲线的前提下计算得到，因此它不具有绝对意义，仅用于说明两组载荷对同一结构疲劳损伤贡献的差别。定义相对损伤D为WFT直接加载与混合加载的载荷伪损伤比率，一般D位于0.5 ～2 之间可认为两载荷基本一致。图6 是不同位置的载荷对比结果，可见两种方法预测的纵向力和侧向力结果差距很小，但垂向力差异明显。图7是载荷时域对比，可见WFT 直接加载的载荷幅值明显较大。前期研究发现[4]，车身自由状态下的载荷预测结果与实际更接近[9]，因此，WFT 直接加载会导致后期损伤分析结果过于保守，不利于结构轻量化设计。

图6 不同位置载荷的相对损伤

图7 载荷时域对比

4 车身疲劳分析

对于车身的CAE 疲劳损伤分析，目前主要有两种方法，一种是基于准静态理论的单位应力叠加法；另一种是基于瞬态理论的模态应力叠加法。当激励载荷频率小于所分析结构的自然频率时，结构不具有动力响应，其应力状态可通过线性缩放，多通道通过线性叠加的方法进行准静态法求解。反之，载荷频率接近结构的固有频率，结构产生动力响应，各载荷作用相互耦合，宜选择瞬态法求解[10]。图8是准静态和瞬态疲劳分析流程，区别在于不同的应力响应获取方式。对于准静态法应力响应仅与载荷幅值有关，而瞬态法应力响应还与载荷频率、结构阻尼有关。车身结构频率确认需要使用模态分析，车身模型有很多种类型，包括BIW、BIP 和TB，但只有TB 模态结果代表实际车身频率，因此，载荷频率必须与TB 模态对比，以判断车身结构是否有动力响应。经过分析，新车TB 整体模态扭转28 Hz、弯曲32 Hz，路面激励经过悬架衰减，能量集中在20 Hz 以下，因此，认为车身结构没有共振产生，可以采用准静态法进行疲劳分析。但对于如后扭梁一阶弹性模态较低，与路面激励频率接近这样的情况，必须采用瞬态疲劳分析。

图8 准静态和瞬态疲劳分析流程

疲劳理论认为损伤累积达到1 就会产生疲劳失效，但疲劳分析是在理想状态下进行的，忽略了工艺、材料等缺陷的影响，实际情况损伤不到1 就会导致失效，所以有车企规定疲劳评估标准为0.1，也有的认为是0.3。图9 是新车白车身钣金和焊点疲劳分析结果，钣金最大损伤0.225，焊点损伤22.036。需注意的是，风险位置的损伤评价不仅要跟绝对指标对比，还应与现车结果作对比，因为现车经过道路耐久试验考核，只有相比新车结果较小，才能有效确保其结构耐久验证不会出现问题。但这样评判的依据前提是两次疲劳分析方法和流程是一致的，新车型和现有车型使用的材料类型和制造工艺条件是基本相似的。后轮包位置的钣金和焊点疲劳损伤相对现车均增加，主要是因为新车后轴荷增大导致后减振器安装位置载荷变大。经过对轮包加强板改进和焊点位置移动，最终损伤均小于现有车型的结果。对于新车损伤较小区域（10-2数量级以下），虽然略高于现车，但因为数值小，可以不必优化加强。最终的耐久道路试验也未出现新车车身疲劳失效的问题。应用现有车型道路载荷进行新车车身CAE 疲劳分析，既解决了新车载荷采集困难的问题，又提高了分析效率，具有较好的有效性（特别对于改款车型），总结和梳理的分析流程如图10所示。

图9 新车车身疲劳损伤分析结果

图10 基于现有车型道路载荷的新车车身疲劳分析流程

5 结论

针对平台化底盘系统的新产品开发，介绍了一种利用现有车型的道路载荷对新车型的车身耐久性能进行快速评估的CAE 分析方法和流程。通过载荷放大、混合驱动和准确加载多体模型，预测出新车车身的边界载荷谱。针对车身结构的动力响应特点，选用准静态进行疲劳损伤预测，结果反映出结构在前期开发中存在的风险，并进行相应的合理化改进。最终的验证结果体现了该方法的有效性，对降低研发成本和周期，提高产品耐久开发的效率具有重要意义。